Геометрические, кинематические и силовые параметры червячных передач. Расчет прочности зубьев червячной передачи по контактным напряжениям

Страницы работы

8 страниц (Word-файл)

Содержание работы

Лекция 10.

22.  Геометрические, кинематические и силовые параметры червячных  передач.

Классификация червячных передач по форме червяка :

цилиндрические, глобоидные

Классификация червячных передач по форме зуба :

Прямолинейный – аналог рейки

Криволинейный

Геометрические параметры червячных передач :

Осевой модуль (5);

Коэффициент диаметра червяка                                 (6);

Угол захода винтовой линии g

                                                  (7);

диаметры червяка (без смещения):

 делительный

вершин

впадин

диаметры колеса (без смещения):

делительный

вершин

впадин

число зубьев колеса    zі 28

число заходов червяка z= 1,2,4

Кинематические параметры червячных передач :

из рисунка очевидно

 и

 

где: g - угол захода винта при однозаходном червяке, за один поворот червяка колесо повернётся на один зуб, т.е. полный оборот червяка соответствует подвижке на целое число зубьев колеса передаточное отношение

 обычное значение i=10ё60  к.п.д. червячной передачи аналогично к.п.д. винтовой передачи

где: j - угол трения

Достоинства ч.п.:

·  плавность хода

·  бесшумность;

·  большие передаточные отношения;

·  самоторможение: вращая червячное колесо невозможно (как правило) привести во вращение червяк. 

Недостатки:

·  низкий к.п.д.

z1

1

2

4

h

0.7ё0.75

0.75ё0.82

0.8ё0.92

·  повышенный износ;

·  склонность к заеданию - «намазывание» бронзы на червяк;

·  передаваемая мощность обычно не превышает 50ё60 кВт.

Силовые параметры червячных передач :

из рисунка видно                                                     (8);

                                                                                (9);

радиальная сила

нормальная сила которая является суммой всех трёх векторов и выражается через тангенциальную силу колеса

                                                                                (10);

момент на втором колесе

                                                                                      (11);

23. Расчет прочности зубьев червячной передачи по контактным напряжениям.

в лекции 3 была приведена формула Hertza напряжения при соприкосновении двух цилиндров с модулем упругости  Епр, приведённого радиуса rпр,

                                                                          (12);

радиус кривизны червяка равен бесконечности тогда приведённый радиус кривизны контактных поверхностей

                                                                                 (13);

где: dv2 - замена реального колеса эквивалентным цилиндрическим, у которого такой же профиль зуба, в лекции 6 были приведена формула для расчёта диаметра прямозубого колеса с эквивалентным профилем зуба реальному косозубому колесу (здесь угол захода g)

                                                                                      (14);

итого формула для расчёта приведённого радиуса кривизны примет вид

                                                                                                                      (15);

удельная нагрузка по аналогии с косозубой передачей

                                                                                        (16);

Fn - вычислена выше по формуле (10)

lS  -  суммарная длина линии контакта зубьев в зацеплении

 - длина одной линии зацепления

                                                                                             (17);

ea - торцовый коэффициент перекрытия приближённо вычисляется по формуле обычно принимает значения от 1.8 до 2.2

x - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не по полной дуге обхвата x=0.75

подставляя (10) и (17) в (16) получим расчётную формулу для удельной нагрузки

                                                                            (18);

после подстановки (15) и (18) в (12) получим итоговую формулу для расчёта контактных напряжений в червячной передаче

                                                 (19);

для проектировочного расчёта решают относительно d2 заменяя                                                                                           (20);

принимая a=200, KH=1.1, g=100, 2d=1000= 1.75 рад, ea=1.9, z=0.75, вытаскивая d2  из формулы (19), получим

                                                                   (21);

учитывая (20) межосевое расстояние

                                 (22);

Расчет прочности зубьев червячной передачи по изгибным напряжениям.

Считается аналогично косозубому зацеплению

ZFb  для косозубого от 1.07 до 1.4

ZFb  для червячного 0.7

аналогично косозубому зацеплению производится замена на эквивалентный диаметр прямозубого зацепления с параметрами

24. Тепловой расчет червячной передачи.

Мощность передаваемая в любом редукторе, за вычетом потерь определяется по формуле

сами потери определяются

это количество тепла вырабатывается редуктором в единицу времени, тепло которое редуктор способен отдать окружающей среде

где: t1 - температура масла в редукторе, [t1]Ј60ё700С для обычных редукторных масел, [t1]Ј100ё1200С для авиационных масел;

t0 - температура окружающей среды;

А - площадь поверхности охлаждения, учитывается только поверхность обрызгиваемая маслом;

К - коэффициент теплоотдачи(Вт/(м2  0С)).

Значения коэффициентов К

условия

К, (Вт/(м20С))

в отсутствии вентиляции

8ё10

в помещениях с вентиляцией

14ё17

принудительная вентиляция на корпусе

20ё28

змеевик в корпусе с проточной водой

90ё200

внешнее охлаждение масла в холодильных устройствах

Выбор масла

параметр

1,25

3,2

8

20

50

n

10-6   м2

8,5

12

17

26

42

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Конспекты лекций
Размер файла:
148 Kb
Скачали:
0